IV: Проектировочный расчет вала

Исходные данные:

; ;

Материал вала: сталь 45 ();

1)Диаметр выходного конца вала (под шкивом):

Добавим 10%, тогда ;

Примем по ГОСТ: ;

2)Диаметр под подшипниками:

Так как должно быть кратно 5

3)Диаметр выходного конца вала (под муфту):

Возьмем под муфту

Добавим 10%, тогда ;

Примем по ГОСТ: ;

4)Диаметр между выходным концом и подшипниками:

5)Диаметр под червячным колесом:

6)Длина ступицы шкива:

V: Расчет конструктивных размеров червячной передачи:

Исходные данные:

, , ;

1)Толщина обода червячного колеса:

2)Размеры ступицы червячного колеса:

а)Диаметр ступицы червячного колеса:

, т.к. d = 50 мм

б)Длина ступицы червячного колеса:

, т.к. d = 50 мм

3)Толщина диска червячного колеса:

4)Расчет диаметра центровой окружности:

5)Диаметр отверстий:

VI: Расчет конструктивных элементов корпуса редуктора:

Исходные данные:

Во всех случаях: и ;

1)Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

2)Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

3)Толщина нижнего фланца крышки корпуса:

4)Толщина нижнего пояса корпуса:

5)Диаметр фундаментальных болтов:

; ГОСТ:

6)Диаметр болтов у подшипников:

; ГОСТ:

7)Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой:

; ГОСТ:

VII: Приближенный расчет муфты:

Исходные данные:

;

1)Расчет динамического коэффициента:

2)Таблица для выбранной муфты:

VIII: Подбор подшипников:

В качестве опор валов будем использовать шарикоподшипники радиально-упорные однорядные (ГОСТ 831-75), по причине того, что они воспринимают нагрузки как радиальные, так и осевые.

Для ведущего вала выберем подшипники средней серии, угол контакта .

Согласно источнику [1], стр.400, приложение 6 выбираем подшипники:

Для ведомого вала также будем использовать подшипники средней серии, угол контакта . Согласно источнику [1], стр.399, приложение 6 выбираем подшипники:

IX: Подбор и расчет шпоночных соединений:

Исходные данные:

;

;

;

1) Подбор шпонки под червячным колесом:

По источнику [1], стр. 169, табл.8.9. Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки:

а)Проверочный расчет выбранной шпонки:

а1)Проверочный расчет шпонки на смятие:

мПа

условия прочности выполняются.

а2)Проверочный расчет шпонки на срез:

мПа

Условие прочности выполняются.

2)Подбор шпонки под муфтой:

Примем длину шпонки

По источнику [1], стр. 169, табл.8.9. Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки:

а)Проверочный расчет выбранной шпонки:

а1)Проверочный расчет шпонки на смятие:

мПа

условия прочности выполняются.

а2)Проверочный расчет шпонки на срез:

мПа

Условие прочности выполняются.

3)Подбор шпонки под шкивом:

По источнику [1], стр. 169, табл.8.9. Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78.

Размеры шпонки:

а)Проверочный расчет выбранной шпонки:

а1)Проверочный расчет шпонки на смятие:

мПа

условия прочности выполняются.

а2)Проверочный расчет шпонки на срез:

мПа

Условие прочности выполняются.

X: Выбор условий смазки редуктора:

Смазывание зубчатых зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

1)Выбор сорта и марки смазки:

Согласно источнику [1], выбор сорта масла начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости. Принимаем (по таблице 10,8 на стр. 253 при σ< 200 МПа при окружной скорости до 2 м/с) кинематическую вязкость масла .

После определения кинематической вязкости можно выбрать сорт масла по таблице 10.10 на стр. 253: Для смазывания конической передачи выбираем индустриальное масло марки И-25А.

XI: Проверочные расчеты на выносливость:

Исходные данные:

1)Силы в зацеплении червячной передачи:

а)Расчет окружной силы на червяке и осевой на колесе:

б)Расчет окружной силы на колесе и осевой на червяке:

в)Расчет радиальной силы:

2)Эпюры изгибающих моментов:

Длины участков:

а)Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P(b)=F_r):

На схеме

б)Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t, P_y(d)=F_р):

На схеме

в)Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

На схеме

3)Расчет коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям:

, где s должно быть больше, чем ;

Подробное описание величины s:

При s < 1 вал разрушается

При s = [1; 2,5] вал не будет разрушаться, но будет прогибаться, что может привести к биениям, а т.е. в свою очередь – к резонансу, и, в конечном счете, все же к потере вала и других элементов редуктора, связанных с валом.

При s = [2,5;4] условия выносливости вала будут оптимальными.

При s > 4 Вал будет устойчивым, но при этом будет переизбыток материала.

а)Расчет коэффициента запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45.

1) Предел выносливости при симметричном цикле изгиба будет равен = (источник №1, стр. 162); а для этого материала будет равен 730 МПа (источник (1), стр. 34), учитывая, что диаметр заготовки под вал будет 90 120 мм.

Тогда = 0,43 = 0,43·730 = 314 МПа.

2) k_s - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений – будем вычислять по таблице 8.2. (источник (1), стр. 163), зная, что в опасном сечении находится галтель.

В нашем случае r = 2 мм; d = 45 мм; D = 50 мм;

Тогда для требуемого вала при s_В = 730 МПа получим: D/d = 1,11 r/d = 0,044

k_s = 1,97

3) e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений - будем вычислять по таблице 8.8. (источник (1), стр. 166) для d вала 50 мм по методу наименьших квадратов.

Тогда для вала из стали марки Сталь 45, диаметром вала в 50 мм, e_s = 0,82

4) b - коэффициент, учитывающий шероховатости поверхности, возьмем равным 0,90 – см. источник (1), стр. 162.

5) – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении. Вычислим ее, взяв из пояснительной записки наибольший изгибающий момент в опасном сечении. Это момент M_y = 85621

Вычислим напряжение:

6) s_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

7) Коэффициент = 0,2 для стали марки Сталь 45.

Итак,

б) Расчет коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям:

Расчет будем производить по формуле (8.19) источник №1, стр. 164:

Ведомый вал редуктора будет изготовлен из стали марки Сталь 45.

1) Предел выносливости при симметричном цикле кручения будет равен t_-1 = 0,58s_-1 (источник (1), стр. 162); а s_-1 для этого материала будет равен 314 МПа, см. выше.

Тогда t_-1 = 0,58s_-1 = 0,58·314 = 182,12 МПа.

2) k_t - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений – будем вычислять по таблице 8.2. (источник (1), стр. 163), зная, что в опасном сечении находится галтель.

В нашем случае r = 2 мм; d = 45мм; D = 50мм;

Тогда для требуемого вала при s_В= 730 МПа получим: D/d = 1,11 r/d = 0,044

k_t = 1,39

3) e_t – масштабный фактор для касательных напряжений - будем вычислять по таблице 8.8. (источник (1), стр. 166) для d вала 50 мм по методу наименьших квадратов.

Тогда для вала из стали марки Сталь 45, диаметром вала в 50 мм, e_t = 0,70

4) b - коэффициент, учитывающий шероховатости поверхности, возьмем равным 0,9 – см. источник (1), стр. 162.

5) t_V,t_m – амплитуда цикла касательных напряжений и среднее напряжение цикла касательных напряжений в рассматриваемом сечении, определенные из того предположения, что вследствие колебания крутящего момента напряжения будут изменяться по отнулевому циклу – вычислим, взяв из таблицы 4 пояснительной записки крутящий момент в опасном сечении. Это момент

Вычислим напряжение:

7) Коэффициент для стали марки Сталь 45.

Итак,

в) Итоговый расчет:

Вал спроектирован с перерасходом материала, однако является устойчивым.

XII: Допуски и посадки:

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчету или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от номинальных размеров. Для того, чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим предельными размерами называют полем допуска.

Характер соединения деталей называют посадкой. Характеризует посадку разность размеров деталей до сборки.

Посадки могут обеспечивать в соединении зазор S или натяг N. Переходные посадки характеризуются наибольшим зазорам S_мах и наибольшим натягом N_мах.

Единая система допусков и посадок - ЕСДП (ГОСТ 25346-82 и ГОСТ 25347-82) регламентирована стандартами СЭВ и в основном соответствует требованиям Международной организации по стандартизации – ИСО.

1)Расчет поля допуска на ступице червячного колеса:

Исходные данные:

диаметр вала под ступицу 50 мм

а)По источнику (1), стр. 263, табл. 10.13. определим тип посадки и квалитет:

Посадка – Ç50 (переходная посадка)

б)По источнику (1), стр. 260, табл. 10.12. определим поле допуска и предельное отклонение:

Для отверстия в ступице червячного колеса:

Верхнее отклонение для Ç50 ES = +25 мкм

Нижнее отклонение для Ç50 EJ = 0 мкм

Для вала:

Верхнее отклонение для Ç50 es = +18 мкм

Нижнее отклонение для Ç50 ej = +2 мкм

в)Рассчитаем предельные размеры:

Для отверстия в ступице червячного колеса:

D_max = 50,025 мм

D_min = 50,000 мм

Для вала:

d_max = 50,018 мм

d_min = 50,002 мм

Поиск по сайту: